压缩机噪音

如何利用流量控制阀对流体噪音进行降噪处理，是多年来，工艺设备人员比较头疼的一件事。

流体噪音有管道中的噪音、阀门那的噪音等等。

电磁流量计经过对流体噪音的剖析，连系现场运用流量节制阀后噪音的查询，应用流速、压差及多级降噪的理论出产出低噪音的产物。

噪声源剖析
在供热系统中离不开泵、管道和阀门，可这些又都是发生噪声源的设备。

先说管道，液体流经管道时，因为湍流和摩擦激起的压强扰动就会发生噪声，特殊是当雷诺数Re>2400时的湍流形态，这种含有很多不规矩的细小旋涡的湍流，可以说本身就处于“吵”的形态。

尤其涡街流量计流经节省或降压阀门、截面渐变的管道或急骤拐弯的弯头时，湍流与这些障碍流体经过的局部互相效果发生涡流噪声，其声功率级（dB）随流速的转变关系可透露表现为：△Lw=60lg，若管路设计欠妥还可以发生空化噪声；再说阀门，带有节省或限压效果的阀门，是液体传输管道中影响最大的噪声源。

当管道内流体流速足够时，若阀门局部封闭，则在阀门进口处构成大面积扼流，在扼流区域液体流速进步而内部静压降低，当流速大于或等于介质的临界速度时，静压低于或等于介质的蒸发压力，则在流体中构成气泡。

气泡随液体活动，在阀门扼流区下流流速逐步降低，静压升高，气泡接踵被挤破，惹起流体中无规矩的压力动摇，这种非凡的湍化景象称为空化，由此发生的噪声叫空化噪声。

在流量大、压力高的管路中，简直一切的节省阀门均能发生空化噪声，这种空化噪声顺流而下可沿管道传达很远，这种无规矩噪声能激起阀门或管道中可动部件的固有振动，并经过这些部件效果于其它相邻部件传至管道外表，发生相似金属相撞发生的有调声响。

空化噪声的声功率与流速的七次方或八次方成正比，因而为降低阀门噪音可采用多级串接阀门，目标是逐级降低流速。

如我们常常运用的截止阀，采用的是低进凌驾的流向，因而当流体流经阀腔时，就会在节制阀瓣的下面（即扼流区内）构成低压高速区，发生气泡。

经过阀瓣后又构成高压低速区，气泡接踵被挤破发生空化噪音。

依据以上剖析可见管道噪声、阀门噪声都与液体活动的形态有关，换句话说即与压差和流速有关。

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第一章绪论
1.1课题的研究背景及意义
压缩机作为家用制冷设备的动力源和心脏，在噪声控制方面取得了较大的进步，达到38dB 以下。

世界最大的压缩机制造商为Embraco，Eleefrolnx，Matshshita，Danfoss，以上竞争对手之间的主要争论即“环保问题”，压缩机振动与噪声辐射也是必须解决的环保问题。

目前市场冰箱往复式压缩机占有率高，针对冰箱往复式压缩机的振动与噪声问题进行系统的研究是很有必要的。

过量的振动和噪声将严重影响人们正常的工作和休息、损害身心健康、降低工作效率，同时使振动物体疲劳损坏，降低使用寿命。

因此，家电产品的振噪问题严重制约着产品的市场占有率，关系着生产厂家的经济效益。

降低家电产品的噪声和能耗，提高产品内在质量己成为家电行业的必然趋势[1]。

噪声研究的复杂性要求研究者具有较强的理论素质、要求企业具有较好的技术基础、并且需要较大的投资和较长的时间。

这方面是国内压缩机企业的薄弱环节之一，目前基本上处于定性的实验研究阶段，伴随着很大的随意性和偶然性。

在试验分析的基础上，数值模拟对于分析压缩机壳体振动及噪声辐射是一种很经济有效的方法。

类似压缩机外壳这样的结构，振动模态和响应的有限元分析技术已经成熟，但是从
压缩机设计和测量参数出发，分析压缩机运转时的振动，需要对压缩机复杂的机械结构进行简化，建立动力学模型，并计算振动激励力和响应，有一定的难度。

本文通过对压缩机的振动产生及传递进行理论分析计算，并结合试验验证，意图从压缩机噪声问题的源头出发，为预测压缩机的机械噪声提供一定的参考。

1.2压缩机噪声分析及控制方法
1.2.1冰箱往复式压缩机产生的噪声
在冰箱往复式压缩机工作过程中，它的噪声来源比较复杂，归纳起来，主要来自三大类[2]：机械噪声、气动噪声噪声和电磁噪声。

（1）机械噪声
往复惯性力和旋转惯性力是引起压缩机振动和噪声的主要原因。

一阶惯性力
可以通过设计平衡块平衡，但是二阶惯性力是不能通过设计平衡块平衡。

因此，2
这种周期性的不平衡力可以激发较高频率的振动，当受振零部件的固有频率等于
周期性不平衡力频率的整数倍时，则会使零部件产生强烈的共振，从而产生强噪
声。

此外，活塞撞击气缸和阀板、阀片撞击阀片限位器都会产生撞击噪声[3]。

压
缩机的机械性噪声，一般包括构件的撞击、摩擦、活塞的振动、气阀的冲击噪声
等，这些噪声带有随机性，呈宽频带特性。

（2）气动噪声[4]
气动噪声是气体的流动或物体在气体中运动引起空气的振动产生的。

在冰箱压缩机中，由于间歇地吸气、排气，产生压力波动，激起阀片和管路振动，从而产生噪声。

压缩机的进气噪声是由于气流在进气管内的压力脉动而产生的。

进气噪声的基频与进气管里的气体脉动频率相同，与压缩机的转速有关。

压缩机的排气噪声是由于气流在排气管内产生压力脉动所致。

排气噪声比进气噪声弱，所以，压缩机的气动噪声一般以进气噪声为主。

此外，压缩机机体的振动激起壳体中的制冷剂气体共振，也会产生噪声。

（3）电磁噪声
电机的电磁力作用在定、转子的气隙中会产生旋转力波和脉动力波，使定子产生振动而辐射噪声，这类噪声为电磁噪声[5]。

它与电机气隙内的谐波磁场及由此产生的电磁力波的幅值、频率，极数以及定子本身的振动特性（如固有频率、阻尼、机械阻抗）均有密切的关系，还与电机的声学特性有关。

压缩机噪声源中气动噪声最强，其次为机械性噪声和电磁噪声。

1.2.2压缩机噪声的传递路径
噪声在固态、液态和气态媒质中均能传播，并根据其传播媒质相应地被分别称为固体声、液体声和空气声。

在冰箱压缩机中，噪声主要是以固体声和气体声进行传播。

（1）固体声传播路径
声波的传递大小与媒质的特性阻抗（密度与声速的乘积）有关。

在压缩机噪声传递过程中，固体通道是最重要的传输通道。

利用计算机仿真技术来研究通过弹簧传递的振动，发现若将活塞和连杆的质量减少30%，可减少40%的传递力。

（2）气体声传播路径
全封闭压缩机腔内充满了制冷气体，当机体振动时，制冷剂被激励，一方面将振动传输出去，另一方面有可能产生共振，将振动放大，从而使外壳产生更大噪声。

如果其吸排气频率及其谐波与腔内某阶固有频率相重合的话，极易发生气3
体共振。

1.2.3压缩机噪声控制技术和方法
通过合理的设计优化压缩机的各部件，降低压缩机机体的振动以减少噪声的产生。

对于冰箱往复式压缩机的噪声控制研究已经有很多年了，技术也日趋成熟，目前常用的噪声控制方法归纳有：
（1）曲轴连杆机构的优化设计
旋转惯性力通过添加平衡块可以完全平衡掉，平衡块的质量及添加位置可以通过理论计算获得，而往复惯性力由于是曲柄转角的函数，所以不能完全平衡掉。

利用反求设计思想，通过优化曲轴，降低不平衡力，从而降低曲轴的振动，也就降低了其辐射的噪声。

（2）壳体的优化设计
[6]
压缩机最终是以封闭外壳振动向外辐射的形式产生噪声，合理的外壳形状应是曲率半径尽量减小，尽量避免曲率的急速变化[7]。

可尝试以下设计思路降低压缩机的噪声：a）球形壳体是唯一的最规则的形状，但考虑到压缩机内部空间的限制，椭圆形壳体是较实用的形状；b）将悬挂弹簧支承移至具有较高刚性的位置；c）采用不对称形状。

对于非对称外壳，绝大部分模态是固定的，在多个点上能同时激励该模态的机率要小得多；d）在壳体内部添加加强筋，提高壳体的刚度和固有频率，降低壳体的振动；e）增加壳体厚度，但是相应的成本要增加；f）在压缩机外壳内表面添加吸声材料，降低压缩机内部空气声对壳体的激励，降低二次空气声；g）在外壳上施加振动吸收器，减少压缩机的振动，从而降低压缩机的噪声辐射。

（3）气阀的优化设计
一般认为阀片撞击阀座引起机体振动从而辐射噪声，以下方法都可以有效的降低阀板撞击阀座辐射的噪声：a)降低阀片对阀座的撞击速度、阀片升程限制器的高度；b)选择较软的阀座材料以破坏阀片阀座之间的阻抗匹配；c)采用吸气消声器；d)设计合理的阀口形状；e)增加阀片弹簧阻尼，改变阀板的刚度。

另外，通过建立了活塞压缩机气阀在工作过程中进、排气阀片所受弹性力、气体力、惯性力和弹簧力等各个力的数学模型[8,9]，得出气阀运动规律的数学模型。

运用有限元软件进行求解，进而优化相关部件的结构参数，提高压缩机的容积效率，降低气阀噪声。

（4）消声器的优化设计[10,11]
设置吸气消声器，在冰箱往复式压缩机中，普遍采用抗性扩张式消声器。

以4下几种方法可以有效提高消声器的消声量，降低压缩机的噪声：a）合理设计消声器的扩张比，使噪声突出的频率等于消声器的最大消声频率；b）采用多极扩张室，使第二级扩张室的最大消声频率等于第一级扩张室的通过频率，从而提高总的消声量；c）采用内插管。

由分析计算得出，消声室人口插入管的长度等于1/2的消声腔长度时，可以提高某些频率处的消声量，出口插管的长度等于1/4消声腔的长度时，可以提高某些频率处的消声量；d）采用共振消声器。

使用二级共振消声器时，使二级的共振频率错开，形成一个相对较宽的消声频带；e）全
封闭压缩机的壳体空腔内充满制冷气体，极易发生气体共振。

在压缩机壳体外侧封闭联通一个Helmholtz共鸣器，但是这样会影响压缩机外观和在冰箱中的布置，其研究结果尚未应用于产品中。

（5）其他降噪方法
降低压缩机重心，调整重心与支撑中心的重合，可以减小机体的振动，从而降低其辐射的噪声。

另外，改变内排气管的成型形状，降低内排气管的振动；选用固有频率尽量低的弹簧，使机体与壳体达到阻抗失配；增加压缩机机脚的刚度，也可以降低压缩机的振动。

因为润滑油量和电机线圈绕阻也会导致同种型号成批压缩机声级之间存在差异，适当调整二者的关系也会对降低噪声起一定的作用。

1.3国内外研究现状前面介绍的噪声控制方法，已经可以使冰箱压缩机的噪声符合较严格的要求，但是随着数值计算和噪声控制新技术的不断发展，还可以进一步降低冰箱压缩机的噪声。

目前电子计算机的高速发展，应用有限元/边界元工具可以有效的降低冰箱压缩机的噪声[12,13,14]。

传统的方法是靠经验或者通过简单结构的数学模型来模拟实际情况，在这个过程往往需要很多的假设条件，这样得到的结果跟实际情的
差距往往比较大，然后再通过试验进行验证，研究开发周期长。

在壳体优化方面，利用有限元计算其固有频率和模态，计算在激励下的振动响应，然后利用边界元技术，计算在该响应下的壳体辐射声场，从而可以最大限度的降低壳体辐射的噪声。

同样，对于压缩机其他部件，也可以预测其辐射声场。

利用现有噪声软件可以大大提高分析的准确度，特别是针对复杂的结构，采用虚拟样机技术，大大缩短分析时间。

如对于复杂的扩张式抗性消声器，用经典的公式很难计算消声量，利用有限元软件对复杂的扩张式消声器进行分析和优化，弄清楚其频率特性，就可以突破传统的消声器形状，设计独特的消声器形状，进一步提高消声量。

有限元和边界元工具今后在噪声控制方面的应用越来越广泛。

5曲轴-连杆-活塞运动系统的往复运动产生的不平衡力及力矩和旋转运动产生的离心力是产生压缩机振动和机械噪声的重要原因之一[15]。

之前有关往复式压缩机壳体振动辐射噪声问题的研究，主要集中于不同壳体参数[16,17,18]、泵体连接方式[19]及润滑油的存在对壳体固有频率的影响[20]或采用压缩机动力学理论计算优化曲轴-连杆-活塞系统结构参数[21]，以降低机械激励。

有限元等数值模拟方法在压缩机振动响应预测中的应用尚不多见，仅黄兹思[22]采用有限元方法分析了双转子压缩机壳体在机械激励下的振动响应，而有关往复式压缩机的壳体振动响应及噪声辐射的数值模拟未见诸报道。

1.4本文的主要研究内容
本文的主要内容包括以下四部分：
第一部分：在绪论中论述了冰箱压缩机降低噪声的必要性，介绍了往复式压缩机噪声的产生机理、传递路径、常用的噪声控制方法及国内外研究的现状，为下一步研究冰箱压缩机的噪声做好准备。

第二部分：测试正常压缩机与拆除气动元件压缩机的振动噪声，获得振动噪声频谱及声功率，对比两种情形下的测试结果，分析确定噪声频谱图中各噪声峰值对应的噪声源及其传递路径，指明压缩机降噪的主要目标。

第三部分：介绍了消声器的分类及作用原理、性能评价指标、数值模拟方法和吸气消声器设计原则。

在此基础上，利用声学软件对吸气消声器内腔作流体有限元分析，得到了R600a 工质的声能传递损失。

利用声模态方法研究了消声低谷产生的原因；比较了吸气消声器对R600a、R134a工质的传递损失。

第四部分：对冰箱往复式压缩机的振动进行了有限元结构谐响应分析，研究了曲轴-连杆-活塞机构产生的不平衡力和力矩对压缩机泵体振动的激励及振动经固体通道传递给压缩机壳体的分布，将激励力振动响应的分析结果导入边界元软件进行声辐射仿真。

第五部分：设计试验测量压缩机拆除气动元件后的泵体、壳体振动与声功率，将测量的振速、声功率数据与振动、声辐射仿真结果进行比较验证。

本课题的目的主要在于推动冰箱往复式压缩机理论研究的发展，为实际应用提供指导。

第二章冰箱往复式压缩机振动与噪声试验研究对于一台压缩机来讲，大部分噪声都是由于壳体被某些噪声源激发所产生的（例如被弹簧传递来的泵体振动、制冷剂压力脉动、排气管、润滑油量等激发）。

但压缩机的噪声源和传递途径复杂多样，这就给压缩机的消声降噪带来了很大困难。

本章对全封闭往复式压缩机进行了噪声、振动测试，获得噪声、振动频谱，通过比较分析确定压缩机的主要噪声源。